環(huán)衛(wèi)集運車翻桶提升機構液壓系統(tǒng)校核計算

王月嶺 孔云紅 王文豪 田貴峰

1.中通新能源汽車有限公司 山東聊城 252000

2.山東時風（集團）有限責任公司 山東聊城 252000

1 前言

目前，隨著環(huán)衛(wèi)專用車輛的快速發(fā)展及廣泛應用，環(huán)衛(wèi)集運車雖然已發(fā)展為可以裝配不同規(guī)格的垃圾桶，但是其專用翻桶提升機構多沿襲或借用同一套液壓系統(tǒng)元件，如液壓油泵、液壓閥組、液壓油缸等。這就往往存在著“小馬拉大車”或“大馬拉小車”，以及機構作業(yè)速度過快或過慢等不匹配現(xiàn)象，極易造成機構疲勞損壞、液壓系統(tǒng)故障或降低作業(yè)效率，導致車輛的使用壽命和效果大打折扣。為解決翻桶提升機構在車輛作業(yè)過程中存在的上述問題，研究出了一種翻桶提升機構液壓系統(tǒng)校核計算的方法。

2 翻桶提升機構液壓系統(tǒng)校核計算方法思路

一般情況下，開發(fā)一款新車型，首先要根據(jù)工況、負載、作業(yè)速度及時間要求，進行一系列的設計計算，得出液壓系統(tǒng)流量值、壓力值、油缸缸徑值等關鍵參數(shù)的指標，然后反算校核第一步的正確性及優(yōu)化方向。這種方法是對產(chǎn)品的升級換代進行性能優(yōu)化提升時所采用的一種液壓系統(tǒng)某一特例回路校核的計算方法。為了便于表達和說明，以某型號全推鏟自裝卸式垃圾車這一具體車型作為實例，其翻桶提升機構相較于后門密封機構和推鏟推擠卸料機構而言，具有動作較為復雜、運動更為頻繁的特性，故對其翻桶提升機構的液壓系統(tǒng)校核計算方法進行詳細的介紹。

2.1 確定研究對象

這款用于生活垃圾收集而廣泛使用的全推鏟自裝卸式垃圾車，主要作業(yè)裝置有側(cè)翻桶提升機構的提升、傾倒、落桶；后門的開啟、關閉、鎖緊，推鏟往復壓縮和卸料。

這三大總成的動作中以翻桶提升機構最為關鍵，負責桶裝垃圾的頻繁裝載作業(yè)（滿載時可裝載60桶240 L垃圾）。該機構能否平穩(wěn)、安全、可靠的運行，將直接影響到上裝的整體性能。翻桶提升機構的組成及液壓系統(tǒng)原理如圖1、圖2所示。其工作原理是翻桶油缸驅(qū)動提升架，提升架的轉(zhuǎn)動帶動拉桿和滑動架，使支撐架和提桶架沿導軌先上行和后翻轉(zhuǎn)運動，滑動架上升到其上的掛桶板與垃圾桶前邊緣接觸，提桶架壓緊垃圾桶的上邊緣，繼續(xù)上行到軌道彎弧處，提桶架在提升架、拉桿、滑動架、支撐架的共同作用下，將沿復合軌跡向上翻轉(zhuǎn)，從而將垃圾桶內(nèi)的垃圾傾倒至收集車箱內(nèi)。隨提升架一起運動的擋桶架其作用在于防止垃圾桶因慣性前翻造成損壞。

圖1 翻桶提升機構（垃圾桶初始狀態(tài)）

圖2 液壓系統(tǒng)原理圖

2.2 作業(yè)時間校核計算

2.2.1 翻桶提升機構相關技術參數(shù)的確定

查閱有關車輛技術資料，根據(jù)該產(chǎn)品型號以及采用的底盤型號，確定其底盤發(fā)動機怠速、PTO轉(zhuǎn)速和變速箱取力器的速比等相關參數(shù)（如表1）。

表1 翻桶提升機構校核計算相關參數(shù)

2.2.2 齒輪油泵相關性能參數(shù)的確定

分析車輛上裝液壓系統(tǒng)原理，確定液壓油泵的規(guī)格型號CBN-F525-BFHL，并查閱供應廠家的樣本，可計算得出表1中齒輪油泵的相關性能參數(shù)。相關的齒輪油泵流量Qj的計算公式為：

式中，q為泵或馬達的幾何排量，取q=25 mL/r；取力器速比i=1.5；n為轉(zhuǎn)速（n=nj/i），令n1為PTO設定油門加速的轉(zhuǎn)速（取n1=1 500 r/min），令n2為發(fā)動機怠速（取n2=800 r/min）。

由式（1）可計算出PTO的齒輪泵流量Q1=23 L/min。同理，怠速的齒輪泵流量Q2=12.27 L/min。

2.2.3 翻桶提升機構油缸動作及個數(shù)的確定

通過對液壓油泵的流量計算，可確定對應的翻桶提升機構油缸動作及個數(shù)，進行流量分配。

由圖2可知：翻桶缸桿伸出，提升機構上行；翻桶缸桿縮回，對應提升機構下落；翻桶油缸呈左右對稱成對使用，每只油缸流量各占1/2。

2.2.4 翻桶提升機構油缸參數(shù)的確定

翻桶油缸參數(shù)如表2所示，對油缸無桿腔和有桿腔截面積進行計算，并根據(jù)油缸的速度和流量公式，推導出翻桶油缸驅(qū)動執(zhí)行機構的作業(yè)時間。

a.液壓缸速度V的關系式

式中，Q為液壓缸流量，L/min。

b.液壓缸流量Q的關系式

式中，V為液壓缸速度，m/min；S為液壓缸行程，m；t為液壓缸往返時間，s。

c.油缸活塞桿伸出和縮回時間t的關系式

由式（3）得出：

d.翻桶上翻t1和下翻時間t2的關系式

PTO在油門加速狀態(tài)下（Q1=23 L/min，兩只油缸成對使用，每只油缸流量各占1/2）。由式（5）和式（6）可得，翻桶上翻時間：t1=6A1×S/(Q1/2)=6.02 s；翻桶下翻時間：t2=6A2×S/(Q1/2)=3.59 s。

同理，在怠速狀態(tài)下（Q2=12.27 L/min，每只油缸流量各占1/2），t1=6 A1×S/(Q2/2)=11.28 s；t2=6A2×S/(Q2/2)=6.73 s。

2.2.5 實用性和經(jīng)濟性評價

將怠速與油門加速狀態(tài)下的作業(yè)時間與實際參數(shù)對照，確定能否滿足實用性和經(jīng)濟性要求。

由表1翻桶機構動作數(shù)據(jù)可知，理論計算結果與實際測量結果十分相近，完全可根據(jù)理論值作為車輛專用機構參數(shù)依據(jù)。根據(jù)實際操作，翻桶下落速度不能太快，否則容易損壞垃圾桶，故在其回路上設置有單向節(jié)流閥，以調(diào)節(jié)到滿意的速度要求。需要指出的是，為提高工作可靠性，適宜低速作業(yè)；為提高車輛經(jīng)濟性，降低使用運行成本，翻桶機構作業(yè)適宜在怠速狀態(tài)下進行。

綜合考慮，實際上翻桶上升時間在12 s左右，翻桶下落時間在7 s左右最為理想。

2.3 液壓力校核計算

在專用汽車的設計過程中，除了要對機械和結構件做出正確的設計外，為動作提供動力的液壓件同樣需要做好選型和設計。故對翻桶提升機構在各工作狀態(tài)下進行受力分析，分別計算翻桶提升機構在提升垃圾桶、翻轉(zhuǎn)垃圾桶、垃圾桶翻轉(zhuǎn)到一定角度時的油缸推力，找出機構受力最大的狀態(tài)點與系統(tǒng)設定的壓力對比，從而校核出液壓系統(tǒng)的選擇是否合理。

2.3.1 提升垃圾桶時的液壓力校核計算

在本實例中，各實體質(zhì)量設置為：M1=100 kg（垃圾含塑料垃圾桶[4]），M2=26.79 kg（提升架），M3=25.70 kg（滑動架），M4=11.79 kg（支撐架），單個M5=7.30 kg（拉桿），M6=74.98 kg（提升架）。各機構總成質(zhì)點位置由三維軟件計算得出，最大系統(tǒng)工作壓力為16 MPa。

為便于后面的受力分析及力矩計算簡潔，根據(jù)機構組成及運動特點，將提升架和滑動架的質(zhì)量和用M7表示，即M7=M2+M3；將垃圾、提升架、滑動架和支撐架的質(zhì)量和用M0表示，即M0=M1+M2+M3+M4。

相應的各重力變量設置為：G1（垃圾），G2（提升架），G3（滑動架），G4（支撐架），G5（拉桿），G6（提升架）；令G0=G1+G2+G3+G4，G7=G2+G3。

G=M×g[1]相應的各作用力設置為：F1（拉桿拉力）；F2（油缸推力）；F1＇（提升架拉力）；F0（滑動架作用于拉桿的水平推力）。

各鉸接點設置為：A（拉桿與提升架旋轉(zhuǎn)點）；B（提升架與箱體焊合連接處旋轉(zhuǎn)點）；C（提桶架前滾輪旋轉(zhuǎn)點）。

垃圾桶初始位置時（如圖1）：翻桶油缸缸桿閉合，提桶架、支撐架及滑動架位于導軌最下端，垃圾桶未接觸到滑動架上的掛桶板。

垃圾桶剛開始被提升時（如圖3），翻桶油缸缸桿伸出一段距離，提桶架、支撐架位于導軌最下端，滑動架上升到其上的掛桶板與垃圾桶接觸，受力分析如下。

圖3 垃圾桶提升示意圖

首先，以提升拉桿為研究對象，對拉桿與提升架轉(zhuǎn)臂連接處求轉(zhuǎn)矩，拉桿力矩分析示意圖如圖4所示。

圖4 垃圾桶提升時拉桿力矩分析示意圖

對旋轉(zhuǎn)A點求轉(zhuǎn)矩（L0:G0、L1:F0、L5:G5分別是對旋轉(zhuǎn)A點的力臂）：

由力矩平衡關系：F0×L1=G5×L5+G0×L0F0×1 861=G5×59+G0×121，可得，F(xiàn)0=109.21 N。

故可由拉桿受力三角形圖求出提升轉(zhuǎn)架對拉桿的拉力F1=1470.8 N，同時由角度0.329°可以看出拉桿本身重力對拉桿兩端的力來說很小，可以簡化視為二力桿。

其次，以提升架為研究對象，對提升架與箱體焊合連接處求轉(zhuǎn)矩，提升架力矩分析示意圖如圖5所示。

圖5 垃圾桶提升時提升架力矩分析圖

對旋轉(zhuǎn)B點求轉(zhuǎn)矩（L6＇:G6、L2＇:F1＇、L:F2分別是對旋轉(zhuǎn)B點的力臂）：

F1＇=F1

G6=M6×g=74.98×9.8=734.804 N

由力矩平衡關系：

F2×L=G6×L6＇+F1＇×L2＇

在圖5實施例中：L=198 mm，L6＇=510 mm，L2＇=1 324 mm。

推得F2=11.728 kN，故單個翻桶油缸的推力為：F=F2/2=5.86 kN。

由翻桶缸徑63 mm，無桿腔截面積A1=πD2/4=3 115.67 mm2，可得垃圾桶剛開始提升時單個油缸的壓力為：P=F/A1=1.882 MPa[2]。

2.3.3 翻轉(zhuǎn)垃圾桶時的液壓力校核計算

a.垃圾桶即將翻轉(zhuǎn)時（如圖6）翻桶油缸的的液壓力校核方法如下。對提桶架前滾輪旋轉(zhuǎn)點C求力矩，其力矩分析示意圖如圖7所示。

圖6 垃圾桶即將翻轉(zhuǎn)時示意圖

圖7 提桶架前滾輪旋轉(zhuǎn)點力矩分析

對旋轉(zhuǎn)C點求轉(zhuǎn)矩（L＂:F1、L1＂:G1、L4＂:G4、L7＂:G7分別是對旋轉(zhuǎn)C點的力臂）：

在圖6中，G1=M1×g=980 N，G7=(M2+M4)×g=514.363 N，G3=M3×g=115.542 N；L＂=96 mm，L1＂=577 mm，L7＂=259 mm，L4＂=215 mm。

由力矩平衡關系：

F1×L1＂=G1×L1＂+G7×L7＂+G4×L4＂

推得拉桿拉力：F1=7 536.683 N。

b.以提升架為研究對象，對提升架與箱體焊合連接處旋轉(zhuǎn)點B求轉(zhuǎn)矩，其力矩分析示意圖如圖8所示。

圖8 垃圾桶即將翻轉(zhuǎn)時提升架力矩分析圖

對旋轉(zhuǎn)B點求轉(zhuǎn)矩（L:F2、L1＇:F1＇、L5＇:G5、L6＇:G6分別是對旋轉(zhuǎn)B點的力臂）：

在圖8中G拉桿=2 M5×g=143.08 N，G6=M6×g=74.98×9.8=734.804 N，F(xiàn)1＂=F1=7 536.683 N,L=163 mm，L5＇=848mm，L6＇=92 mm，L1＇=976 mm

由力矩平衡關系：

F2×L=G5×L5＇+G6×L6＇+F1＇×L1＇

推得F2=46 286.726 N，故單個翻桶油缸的推力F=23 143.363 N。

由翻桶缸截面積A1=πD2/4，可得垃圾桶翻轉(zhuǎn)時單個油缸的壓力為：

P=F/A1=7.428 MPa

2.3.4 垃圾桶翻轉(zhuǎn)至一定角度時的液壓力校核計算

垃圾桶翻轉(zhuǎn)至一定角度時（如圖9），翻桶油缸的的液壓力校核方法如下。

圖9 垃圾桶翻轉(zhuǎn)到31°時提升架力矩分析圖

圖9中：L＂=227 mm，L1＂=691 mm，L7＂=355 mm，L4＂=236 mm，L=153 mm，L5＇=838 mm，L6＇=45 mm，L1＇=1 019 mm

同理，按章節(jié)2.3.3步驟方法計算，以旋轉(zhuǎn)點C求力矩。

由力矩平衡關系：

F1×L＂=G1×L1＂+G7×L7＂+G4×L4＂

推得F1=3 907.695 N

以旋轉(zhuǎn)點B求力矩：

F2×L=G5×L5＇+G6×L6＇+F1＇×L1＇

推得F2=27 025.545 N，F(xiàn)=13 512.773 N。

由翻桶缸截面積A1=πD2/4可得垃圾桶翻轉(zhuǎn)到某一角度狀態(tài)單個油缸的壓力為：

P=F2/A1=4.337 MPa

2.3.5 垃圾桶翻轉(zhuǎn)至最大角度時的液壓力校核計算

垃圾桶翻轉(zhuǎn)到最大角度時（如圖10），求翻桶油缸的壓力。

此時，圖10為翻桶油缸最大行程的提升架力矩分析圖。同理，按章節(jié)2.3.3步驟方法計算。

圖10中：L＂=350 mm，L1＂=33 mm，L7＂=92 mm，L4＂=193 mm

圖10 垃圾桶翻轉(zhuǎn)到最大角度（47°）狀態(tài)

L=79 mm，L5＇=347 mm，L6＇=236 mm，L1＇=844 mm。以旋轉(zhuǎn)點C求力矩。

由力矩平衡關系：

F1×L＂=G1×L1＂+G7×L7＂+G4×L4＂

推得F1=291.317 N。

以旋轉(zhuǎn)點B求力矩：

F2×L=G5×L5＇+F1×L1＇－G6×L6＇

推得，F(xiàn)2=1 545.653 N，F(xiàn)=772.826 N。

由翻桶缸截面積：A1=πD2/4，可得垃圾桶翻轉(zhuǎn)到某一角度狀態(tài)單個油缸的壓力為：

P=F/A1=0.248 MPa

綜上所述，垃圾桶剛開始提升時翻桶油缸壓力為1.882 MPa，垃圾桶即將翻轉(zhuǎn)時，翻桶油缸壓力為7.428 MPa，當垃圾桶翻轉(zhuǎn)一定角度時，翻桶油缸的壓力為4.337 MPa，當翻桶翻到最大角度時，翻桶油缸的壓力為0.248 MPa，可見翻桶即將翻轉(zhuǎn)狀態(tài)油缸壓力最大，翻轉(zhuǎn)到最大角度時油缸壓力最小。液壓系統(tǒng)設定的最大工作壓力為16 MPa（約為實際作業(yè)時的2倍），故滿足提升機構液壓系統(tǒng)要求。

2.3.6 翻桶油缸的缸徑最小值校核計算

由上分析，當F最大時（F=23 143.363 N），此時系統(tǒng)壓力最大，允許的油缸缸徑最小值可由：P=F缸/A，A=πD2/4；推出D2=4F缸/(Pπ)，即D=43 mm；若選缸徑為50 mm油缸，通過上述方法計算，怠速狀態(tài)下，翻桶上升和下落的時間分別為7.1 s，2.6 s；可見翻桶下落時間較快，不利于實際作業(yè)操作，在油門加速狀態(tài)下速度將更快，這是不可行的。本實例翻桶油缸缸徑為63 mm，則可滿足液壓機構作業(yè)要求。同時，結合其他車型的通用性和油缸配套廠家批量生產(chǎn)一致性的要求，進行優(yōu)選現(xiàn)有車型油缸標配參數(shù)，以提高油缸參數(shù)通用化，并可節(jié)約油缸制造或采購成本。

同理依此可進行液壓系統(tǒng)其他機構的校核計算，如本實例中液壓后門及多級推鏟油缸的校核計算。液壓后門校核計算需分別對后門即將開啟、后門開啟到最大角度、后門閉合鎖緊時的3種狀態(tài)進行受力分析；多級推鏟油缸的校核計算需要對各級油缸，根據(jù)缸徑、桿徑及行程進行受力分析，逐級計算；對應求出各狀態(tài)的油缸壓力，與液壓系統(tǒng)壓力進行比較，以便校核判斷后門與推鏟油缸能否滿足作業(yè)要求；從而保證整個液壓系統(tǒng)匹配協(xié)調(diào)，更好地滿足性能要求。

3 結語

通過對翻桶提升機構受力分析和液壓系統(tǒng)配置的參數(shù)進行校核計算，得出了翻桶提升機構裝載作業(yè)速度或時間的計算結果，對如何提高工作效率以驗證液壓元件和執(zhí)行機構的匹配合理性，并優(yōu)選液壓元件以滿足執(zhí)行機構的實用性、可靠性和經(jīng)濟性，避免配置間的不足和過剩現(xiàn)象，提供了一種實用有效的理論校核計算方法。該種方法目前已廣泛應用于桶裝自裝卸式垃圾車、餐廚垃圾車收集裝置的受力分析和液壓系統(tǒng)校核計算之中。